CN102562506B - 开口式热声发生器 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种开口式热声发生器，包括：热声发生管和开口式谐振管，所述热声发生管内安装有冷端换热器、回热器和热端换热器；所述热声发生管内的阻抗最大点位于行波相位区域内，所述冷端换热器布置在所述阻抗最大点处，所述冷端换热器、所述回热器和所述热端换热器依次布置在所述行波相位区域内；所述热声发生管的输出端与所述开口式谐振管的输入端连通；所述行波相位区域指振荡压力与体积流率的相位差在-75°～75°的区域；所述阻抗是热声发生管内工质的振荡压力和体积流率的比值。本发明的热声发生器能够方便地向开放空间输出声能，同时还显著地提高了热声发生器出口处的声压级。

Description

开口式热声发生器

技术领域

本发明涉及热声热机、声学、热动力学、热力学和流体力学等技术领域，具体地说，本发明涉及一种热声发生器。

背景技术

热声效应是指可压缩性气体工质(第一介质)与处于声场中的固体工质(第二介质)之间进行热力相互作用而导致距离固体边界渗透深度层内产生沿着(或逆着)声传播方向的时均热流和时均功流。基于热声效应发展起来的热声热机，依据回热器所处声场的不同，依次经历了驻波、行波以及行驻波混合型三个阶段的发展历程。从声学结构看，无论是何种形式的热声热机，一般均将回热器、换热器等热声核元件内置于封闭的谐振管。这种封闭式声学结构允许向热声热机内充入MPa级的高压气体，气体工质类型可调，常用工质有氮气、氦气、氩气以及氦氩气混合等，平均充气压力依据设计标准可高达5.5MPa。封闭式热声热机的功流都是以p_maA为参考进行量纲化，在给定压比|p₁|/p_m时，更高的平均压力和高声速的工质可获得更高的单位体积功。同时，气体轻，其热导率高，相应的回热器、换热器内的平板间距大，易于制作，这些都是封闭式热声热机在实际应用中的优势。经过近二十年的研究，封闭式热声热机在工程化应用方面有了长足的发展，主要用于热声制冷和热声发电。1990年，热声发动机首次取代机械式压缩机用于驱动脉管制冷机，目前已达到最低制冷温度为液氢温度。在2003年，热声发动机的应用拓展到发电领域，用于驱动线性交流电机发电，目前可获得400百瓦级电量。

但是以上封闭式热声热机会限制声能向开放空间的输出，在声能应用上较为局限。2010年，Slaton研制出一台开口式驻波热声发动机，该系统采用Helmholtz管的形式，内置热声核，能将声波直接输出，在输入热量275W时，出口声压级为81dB。开口式与封闭式热声系统最大的不同是谐振管末端是开口的。封闭式热声系统中的气体工质在密闭空间中，具有稳定的边界条件，并且可根据应用的不同，选用不同的充气压力和工质，因此运行参数的条件灵活多变，可以配合结构参数实现热声系统性能的优化。而开口式驻波热声系统的边界面向大气环境，工作在常压空气下，可调节的运行参数有限，并且系统的声压级与封闭式热声系统相比有较大差距，导致热声转化效率较低。

综上所述，当前迫切需要一种即可以方便地向开放空间输出声能，又具有较高声压级的热声系统。

发明内容

因此，本发明的目的是提供一种即可以方便地向开放空间输出声能，又具有较高声压级的开口式行波热声发生器。

为实现上述发明目的，本发明提供了一种开口式热声发生器，包括：热声发生管和开口式谐振管，所述热声发生管内安装有冷端换热器、回热器和热端换热器；所述热声发生管内的阻抗最大点位于行波相位区域内，所述冷端换热器布置在所述阻抗最大点处，所述冷端换热器、所述回热器和所述热端换热器依次布置在所述行波相位区域内；所述热声发生管的输出端与所述开口式谐振管的输入端连通；

所述行波相位区域指工质振荡压力与体积流率的相位差在-75°～75°的区域；

所述阻抗是热声发生管内工质的振荡压力和体积流率的比值，即阻抗其中p₁和U₁分别为工质的振荡压力和体积流率。

进一步地，所述冷端换热器、回热器和热端换热器尽可能布置在工质振荡压力与体积流率的相位差接近0的区域内。

所述阻抗最大点的阻抗值为其中ρ₀为工质的密度，A为热声发生管的横截面积，a为声速。

所述热声发生管是环形管，所述热声发生管通过三通与所述开口式谐振管连通。

所述热声发生管是直线管，所述开口式谐振管嵌套在所述热声发生管内并与所述热声发生管同轴。

所述热声发生管内还布置有热缓冲管和副冷端换热器。

所述热声发生管内还布置有惯性管。

所述热声发生管内还布置有容腔管。

所述开口式谐振管包括相互连通的等径管和聚声口，所述等径管用于稳定所述热声发生器的频率及将声功输送到所述聚声口；所述聚声口用于减小声功损耗。

所述聚声口的轮廓呈现线性变化或指数变化。

与现有技术相比，本发明具有下列技术效果：

1、本发明能够克服封闭式热声系统不能向开口空间传播声能的困难。

2、本发明大幅度地提高开口式热声系统的声压级。在二百瓦级加热量以上，本发明可以在出口处获得130dB以上的声压级，此声压级已达到低频声源可应用的范围，有望解决现有低频声波发生器声压低、装置复杂、声学性能重复性差等问题，可以为低频远距离噪声实验研究提供基础声源以及高声强声源的工业应用。

附图说明

图1示出了本发明实施例1、2的斯特林型开口式行波热声发生器的结构示意图；

图2示出了本发明实施例3的同轴型开口式行波热声发生器的结构示意图；

图3示出了本发明实施例4的斯特林型的开口式行波热声发生器的结构示意图；

图4示出了实施例2的热声发生器的理论振荡压力沿程分布图；

图5示出了实施例2的热声发生器的理论体积流率沿程分布图；

图6示出了实施例2的热声发生器的理论阻抗幅值分布图和工质振荡压力-体积流率相位差沿程分布图；

图7示出了实施例2的热声发生器向大气空间辐射的声压级的实验分布图。

具体实施方式

下面结合附图和实施例对本发明作进一步地描述。

实施例1

根据本发明的实施例1，提供了一种斯特林型开口式行波热声发生器，包括热声发生管和开口式谐振管，采用常压空气为工质。具体地，如图1所示，所述热声发生器主要包括环形圈1、冷端换热器2、回热器3、热端换热器4、热缓冲管5、副冷端换热器6、三通7、惯性管8、容腔管9、开口式谐振管10、等径管11和聚声口12。所述主冷端换热器2、回热器3、热端换热器4构成内置式热声核。

所述的环形圈1，是由等径或变径空心管件首尾相连形成环形通道，其中心线长度为λ/2或λ，其中λ为波长，等于空气的声速a除以系统谐振频率f，其直径为Φ10mm～Φ150mm，在阻抗最大点和行波相位区域布置内置式热声核，在三通7处连接开口式谐振管10。惯性管8和容腔管9为系统提供足够大的感抗和容抗。一般来说，主冷端换热器布置在阻抗最大点处。所述阻抗一般来说，最大阻抗在在范围内。其中p₁和U₁分别为空气的振荡压力和体积流率，ρ₀为工质的密度，A为当地环形圈的横截面积，a为声速。

本发明中，所述的行波相位区域指工质振荡压力-体积流率相位差在-75°～75°内。本实施例中，为获得较高的声压级，需要把内置式热声核尽可能布置在工质振荡压力-体积流率相位差接近0的区域，比如：相位差在-45°～45°内的区域。当所述内置式热声核长度较短时，还可以将内置式热声核布置在相位差在-20°～20°内等更接近0的区域。

主冷端换热器2用于冷却当地空气，保持在环境温度，可采用平板型或圆孔型结构，其气体通道直径等于阻抗最大点的环形圈内径，其气体孔隙率φ_C＝A_Cgas/A_C，其中A_Cgas，A_C分别为主冷端换热器的气体通道截面积和主冷端换热器的总截面积，φ_C优选范围是0.4～0.9。主冷端换热器2长度为其内空气振荡位移的0.8～1.2倍，空气的振荡位移即2u₁/ω，其中u₁和ω分别为主冷端换热器内空气的速度和系统角频率。

回热器3是实现热能到声能转化的核心部件，紧邻主冷端换热器2下方放置，可采用平板型、丝网型或针束型结构，其直径等于环形圈相应位置处的内径，其气体孔隙率φ_R＝A_Rgas/A_R，其中A_Rgas，A_R分别为回热器的气体通道截面积和回热器总截面积，气体孔隙率φ_R优选范围是0.4～0.9。回热器长度优选范围是λ/200～λ/100。

所述的热端换热器4为气体工质提供热量，紧邻回热器3下方放置，可采用平板型或圆孔型结构，其气体孔隙率φ_H＝A_Hgas/A_H，其中A_Hgas，A_H分别为热端换热器的气体通道截面积和热端换热器总截面积。气体孔隙率φ_H优选范围是0.4～0.9。热端换热器长度优选范围是热端换热器内空气振荡位移的0.8～1.2倍。

所述的热缓冲管5实现热端换热器4的高温和副冷端换热器6的室温过渡。本实施例中，它是具有一定锥度的圆形管件，热缓冲管紧邻热端换热器4侧的直径等于环形圈内径，其长度约为λ/100～λ/50，其锥度为：

$\tan \frac{\mathrm{\φ}}{2}=\frac{\mathrm{\π}{r}^3\mathrm{\ω}\left|p_1\right|}{2\mathrm{\γ}{p}_m\left|U_1\right|}[(1+\frac{2(\mathrm{\γ}-1)(1-b{\mathrm{\σ}}^2)}{3\mathrm{\σ}(1+\mathrm{\σ})})\cos \mathrm{\θ}+(1+\frac{2(\mathrm{\γ}-1)(1-b)\sqrt{\mathrm{\σ}}}{3(1+\mathrm{\σ})})\sin \mathrm{\θ}]$

$+\frac{(1-b)(1-\sqrt{\mathrm{\σ}})}{6(1+\mathrm{\σ})(1+\sqrt{\mathrm{\σ}})}\frac{r}{T_m}\frac{d{T}_m}{\mathrm{dx}}\≈(8.04\cos \mathrm{\θ}+7.27\sin \mathrm{\θ})\frac{r^{3}f\left|p_1\right|}{p_m\left|U_1\right|}+0.0021\frac{r}{T_m}\frac{d{T}_m}{\mathrm{dx}}$

其中r，p_m，|p₁|，|U₁|，T_m，θ分别为热缓冲管半径、系统平均压力、当地振荡压力幅值、当地体积流率幅值、冷热端平均温度和当地阻抗相角的负值，对于空气γ＝1.4，σ＝0.70，

所述的副冷端换热器6用于冷却当地空气，保持在环境温度，可采用平板型或圆孔型结构，其气体通道直径等于热缓冲管末端直径，其气体孔隙率φ_SC＝A_SCgas/A_SC，其中A_SCgas，A_SC分别为副冷端换热器的气体通道截面积和副冷端换热器总截面积，φ_SC优选范围是0.4～0.9.副冷端换热器长度优选范围是其内空气的振荡位移0.8～1.2倍。

所述的三通7处需要工质振荡压力和体积流率满足连续性，如不满足连续性，应当对环形圈和开口式谐振管的直径和长度等参数进行重新设计。所述的惯性管8为热声系统提供足够的感抗其中l_I，A_I为惯性管长度和惯性管的气体通道截面积。

所述的容腔管9为热声系统提供足够的容抗其中V_C，γ，p_m分别为容腔管的体积、空气的比热比和平均压力。

本实施例中，所述的开口式谐振管10包括等径管11和聚声口12，开口式谐振管10与环形圈1的连接处距离主冷端换热器2约为λ/30～λ/15，其直径等于当地连接处直径。所述的等径管11用于稳定系统频率及将声功输送到聚声口，其长度约为λ/4，其直径为Φ10mm-Φ150mm。所述的聚声口12用于减小声功损耗，提高向大气空间辐射的声功，其长度l_C为10mm～100mm，其初始直径Φ_C0等于等径管11直径，其初始横截面积A_C0，聚声口12的轮廓具有特殊线形，该线形可以呈现线性或指数变化。

在一个示例性的方案中，所述的聚声口12的特殊线形呈现线性变化，其末端直径Φ_CE＝Φ_C0+2l_Ctanθ_C，其中θ_C为聚声口12锥度，θ_C为5°～45°。

在另一个示例性的方案中，所述的聚声口12的特殊线形呈现指数变化，其末端直径其中δ为聚声口(12)的变化指数，δ＜4π/λ。

实施例2

根据本发明的实施例1，提供了一种斯特林型开口式行波热声发生器，包括热声发生管和开口式谐振管，采用常压空气为工质。具体地，如图1所示，所述热声发生器主要包括环形圈1和开口式谐振管10。环形圈1内设置冷端换热器2、回热器3、热端换热器4、热缓冲管5、副冷端换热器6、三通7、惯性管8、容腔管9，开口式谐振管10包括等径管11和聚声口12。

本实施例的结构与实施例1一致。本实施中，环形圈长约为0.6m，开口式谐振管长约为0.5m。热声核段直径为30mm，长度为0.16m；容腔直径32mm，长度为0.18m；惯性管直径22mm，长度为0.2m；谐振管直径28mm，系统工质为1bar空气，工作频率约为110Hz。

图4给出了本实施例理论振荡压力沿程分布图，图5给出系统理论体积流率沿程分布图。REG表示回热器，在回热器内会出现压力降低和体积流率增大。在环形圈内声场呈1/2λ分布，谐振管内声场呈现1/4λ。

图6给出了本实施例理论阻抗幅值和振荡压力-体积流率相位差沿程分布图。当地阻抗幅值最大值为2.8×10⁷Pa·s/m³，约是的49倍，与此同时，振荡压力-体积流率相位差为-17°，在当地阻抗幅值最大点和行波相位区放置热声核，依次为主冷端换热器、回热器、热端换热器等，结合图3和图4，在回热器内有利于声功的放大。

图7是本实施例的热声发生器向大气空间辐射的声压级的实验分布。声压级SPL定义为其中p_e为待测声压的有效值，p_ref为参考声压，在空气中p_ref一般取为2×10^-5Pa，在这里p_e等于振荡压力幅值。实验结果表明，当热端换热器的加热功率为210W时，系统出口处声压级超过130dB，而在距离出口处0.5m处达到100dB，随着加热功率的进一步增大，出口处声压级将持续升高。

实施例3

根据本发明的实施例3，提供了一种同轴型的开口式行波热声发生器，包括热声发生管和开口式谐振管。如图2所示，同轴型的开口式行波热声发生器主要包括直线型的热声发生管和嵌套在所述热声发生管内且与所述热声发生管同轴布置的开口式谐振管。其中，直线型的热声发生管内布置有冷端换热器2、回热器3、热端换热器4、热缓冲管5、副冷端换热器6、惯性管8和容腔管9，开口式谐振管包括等径管11和聚声口12。直线型的热声发生管的输出端与开口式谐振管的输入端连通。

该同轴型的开口式行波热声发生器的热声核段直径为30mm，长度为0.16m；容腔等效直径32mm，长度为0.18m；惯性管等效直径22mm，长度为0.2m；等径管直径28mm，系统工质为1bar空气，工作频率约为110Hz。其基本声场分布与实施例2类似，这里不再叙述。

实施例4

根据本发明的实施例1，提供了另一种斯特林型开口式行波热声发生器，包括热声发生管和开口式谐振管，采用常压空气为工质。具体地，如图3所示，所述热声发生器主要包括环形圈1和开口式谐振管10。环形圈1内设置冷端换热器2、回热器3、热端换热器4、热缓冲管5、副冷端换热器6、三通7、惯性管8、容腔管9，开口式谐振管10包括等径管11和聚声口12。

本实施例的结构与实施例1不同点在于环形圈1和开口式谐振管10的连接位置不同。本实施中，环形圈1和开口式谐振管10的连接的位置为惯性管8的末端。在本实施例中，环形圈长约为0.6m，开口式谐振管长约为0.5m。热声核段直径为30mm，长度为0.16m；容腔直径32mm，长度为0.18m；惯性管直径22mm，长度为0.2m；谐振管直径28mm，系统工质为1bar空气，工作频率约为110Hz。

最后需要说明的是，以上实施例仅用以说明本发明，而非限制。尽管参照实施例对本发明进行了详细说明，本领域的普通技术人员应当理解，对本发明的技术方案进行修改或等同替换，都不脱离本发明的技术方案的精神和范围，其均应涵盖在本发明的权利要求范围当中。

Claims (10)

1.一种开口式热声发生器，包括：热声发生管和开口式谐振管，所述热声发生管内安装有冷端换热器、回热器和热端换热器；所述热声发生管内的阻抗最大点位于行波相位区域内，所述冷端换热器布置在所述阻抗最大点处，所述冷端换热器、所述回热器和所述热端换热器依次布置在所述行波相位区域内；所述热声发生管的输出端与所述开口式谐振管的输入端连通；

所述行波相位区域指工质振荡压力与体积流率的相位差在-75°～75°的区域；

所述阻抗是热声发生管内工质的振荡压力和体积流率的比值。

2.根据权利要求1所述的开口式热声发生器，其特征在于，所述冷端换热器、回热器和热端换热器布置在工质压力与体积流率的相位差接近0的区域内。

3.根据权利要求1所述的开口式热声发生器，其特征在于，所述阻抗最大点的阻抗值为其中ρ₀为工质的密度，A为热声发生管的横截面积，a为声速。

4.根据权利要求1所述的开口式热声发生器，其特征在于，热声发生管是环形管，所述热声发生管通过三通与所述开口式谐振管连通。

5.根据权利要求1所述的开口式热声发生器，其特征在于，热声发生管是直线管，所述开口式谐振管嵌套在所述热声发生管内并与所述热声发生管同轴。

6.根据权利要求1所述的开口式热声发生器，其特征在于，热声发生管内还布置有热缓冲管和副冷端换热器。

7.根据权利要求1所述的开口式热声发生器，其特征在于，热声发生管内还布置有惯性管。

8.根据权利要求1所述的开口式热声发生器，其特征在于，热声发生管内还布置有容腔管。

9.根据权利要求1所述的开口式热声发生器，其特征在于，开口式谐振管包括相互连通的等径管和聚声口，所述等径管用于稳定所述热声发生器的频率及将声功输送到所述聚声口；所述聚声口用于减小声功损耗。

10.根据权利要求9所述的开口式热声发生器，其特征在于，所述聚声口的轮廓呈现线性变化或指数变化。